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摘要：針對挖裝機工作裝置液壓系統(tǒng)的組成與工作原理，闡述了工作裝置液壓系統(tǒng)的設(shè)計過程；根據(jù)土壤切削理論計算了挖裝機工作裝置的最大負載，由此確定了工作裝置油缸的最大作用力，進而確定了液壓元件的主要參數(shù)。投入生產(chǎn)后的運行結(jié)果表明，WZ330型挖裝機工作裝置的液壓系統(tǒng)性能穩(wěn)定、技術(shù)可靠。

關(guān)鍵詞：挖裝機；液壓系統(tǒng)；工作裝置；工作油缸

中圖分類號：U455.3文獻標志碼：B

0引言

WZ330型挖裝機是一種將挖掘、扒碴、裝碴、轉(zhuǎn)運碴及破除危巖等功能集于一身的機械裝備，服務(wù)于隧道、煤礦巷道、地鐵和地下金屬礦等碴石挖裝與運輸環(huán)節(jié)，主要由動力裝置、底盤、工作裝置等組成。挖裝機的工作裝置通過液壓系統(tǒng)實現(xiàn)挖掘、扒碴、裝碴、輸碴的所有生產(chǎn)動作，因此工作裝置性能的優(yōu)劣對挖裝機的使用效能起著決定性作用[12]。

1挖裝機工作裝置組成

WZ330型挖裝機工作裝置的工作過程是：先操作大臂油缸或轉(zhuǎn)動油缸，使工作裝置運動至挖掘或扒碴位置；然后轉(zhuǎn)動小臂及鏟斗油缸，用鏟斗將碴石扒到鏟板上或鏟板附近，由刮板輸送機運出；最后回轉(zhuǎn)至工作位置并進行下一次作業(yè)循環(huán)。WZ330型挖裝機的工作裝置主要由大臂、小臂、鏟斗等部分組成[34]，其主體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

2挖裝機工作裝置液壓系統(tǒng)設(shè)計

2.1工作要求

根據(jù)挖裝機的工作特點，工作裝置的液壓系統(tǒng)工作時需滿足如下條件。

（1）工作裝置進行挖裝和一定范圍的角度回轉(zhuǎn)時，既能單獨動作，又能復(fù)合運行。

（2）挖裝的一切動作都是可逆的。

（3）工作時動作平順，且需有緩沖裝置，防止工作裝置的急起急停。

（4）各種作業(yè)油缸應(yīng)該具有防止動臂因自重而快速下降的過載保護，滿足安全可靠的要求。

2.2工作裝置液壓系統(tǒng)的組成與工作原理

WZ330型挖裝機的挖裝與行走功能均由液壓系統(tǒng)實現(xiàn)，為全液壓挖裝機，其液壓整體回路如圖2所示。整個液壓系統(tǒng)由變量泵、合流閥、挖掘機構(gòu)控制閥組（M4多路閥組）、出碴機構(gòu)控制閥組（M7多路閥）、電磁控制先導(dǎo)壓力閥、液控單向平衡閥和液壓油缸等組成，能夠讓大臂進行水平左右擺動，以及鏟斗、斗桿及動臂的挖掘動作，從而使挖裝機完成復(fù)雜機械動作。

從挖裝機液壓整體回路中提取出工作裝置液壓系統(tǒng)回路，如圖3所示。其工作原理為：壓力油從變量泵流出，經(jīng)過合流閥后分為2路，一路經(jīng)過減壓閥為電磁控制先導(dǎo)壓力閥提供壓力油，另一路進入挖掘機構(gòu)控制閥組（M4多路閥組）主閥進油口。M4主閥的工作位置由電磁控制先導(dǎo)壓力閥控制，主閥的動作決定了油缸的伸縮。當先導(dǎo)閥3a、4a、5a、6a工作時，油缸均作伸出動作；當先導(dǎo)閥3b、4b、5b、6b工作時，油缸均作收縮動作?；贚UDV控制系統(tǒng)，每個閥根據(jù)工作需要不僅可以單獨操作，還可以同時進行復(fù)合運動。為了使油缸的動作平穩(wěn)并克服自重失壓，在油缸的進出管路接有平衡閥[5]。

2.3工作裝置液壓元件主要參數(shù)確定

2.3.1系統(tǒng)工作壓力

在負載確定時，系統(tǒng)壓力越高，液壓元件的幾何尺寸就越小，從而可以獲得比較緊湊的結(jié)構(gòu)?？紤]到挖裝機的工作條件局限性較強，應(yīng)盡可能選取較高的工作壓力。本次設(shè)計初選系統(tǒng)工作壓力為32 MPa[6]。

2.3.2工作裝置的挖掘阻力計算

（1）鏟斗挖掘阻力。

根據(jù)土壤切削理論，當液壓反鏟以轉(zhuǎn)斗進行挖掘時，鏟斗挖掘阻力是鏟斗轉(zhuǎn)角的函數(shù)，且最大值發(fā)生在鏟斗總轉(zhuǎn)角一半的位置。忽略轉(zhuǎn)斗挖掘阻力的法向分力和裝土阻力等影響因素，得出最大鏟斗挖掘阻力[7]

Fmax=C[JB<2{]R[JB（[]1-cos φmaxcos （φmax-φ）[JB）]][JB>2}]1.35BAZX+

D=83.6 kN（1）

式中：C為土壤硬度系數(shù)，C=50；R為鏟斗切削半徑，R=128.7 cm；φmax為挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半，φmax=69.29°；φ為鏟斗瞬時轉(zhuǎn)角，φ=0；B為切削刃寬度影響系數(shù)，B=1+2.6b=3 444 mm，b是鏟斗平均寬度；A為切削角變化影響系數(shù)，A=1.3；Z為斗齒影響系數(shù)，Z=0.75；X為斗側(cè)壁厚度影響系數(shù)，X=1+0.03s=1.12 cm，s為側(cè)壁厚度；D為切削刃擠壓土壤的力，D=10 000 N。

（2）小臂挖掘阻力。采用小臂挖掘時，由于切削行程較長，將切土厚度看成常數(shù)，小臂在挖掘過程中的總轉(zhuǎn)角為90°，小臂轉(zhuǎn)角對應(yīng)的弧長[8]

lS=0.017 45RSφS=5.18 m（2）

式中：RS為小臂挖掘時的切削半徑，如圖4所示，RS=3.3 m；φS為小臂轉(zhuǎn)角，φS=90°。

小臂挖掘時的切削厚度

h=qblS=0.80.94×5.18=0.16 m（3）

式中：q為鏟斗容量（m3）；b為鏟斗切削寬度（m）。

則小臂挖掘時的挖掘阻力

FS=σWhb=33.84 kN（4）

式中：σW為挖掘比阻力值（kPa）。

2.3.3工作裝置油缸作用力的確定

（1）鏟斗油缸作用力的確定。

當鏟斗在接近鏟板附近扒碴時，其最大工作力為鏟斗油缸設(shè)計的依據(jù)。忽略鏟斗和土的質(zhì)量、各構(gòu)件質(zhì)量以及連桿機構(gòu)效率等因素，鏟斗油缸作用力

Fd=FmaxlCl1=241.51 kN（5）

式中：lC為鏟斗油缸作用力對搖桿與小臂鉸點的力臂，lC=1 300 mm；l1為Fmax對鏟斗與小臂鉸點的力臂，l1=450 mm。

（2）小臂油缸作用力的確定。

當挖裝機用小臂挖掘時，最大挖掘力由小臂油缸來保證。小臂油缸最大作用力計算位置為大臂下放到最低的位置，此時小臂油缸作用力對小臂與大臂鉸點的力臂最大，即對小臂產(chǎn)生的作用力矩達到最大值[9]。忽略各構(gòu)件及鏟斗中土壤質(zhì)量和連桿機構(gòu)效率影響因素，小臂油缸作用力

Fg=FslBl2=143.62 kN（6）

式中：lB為Fmax對小臂與大臂鉸點的力臂，lB=2 398 mm；l2為小臂油缸閉鎖力對小臂和大臂鉸點的力臂，l2=565 mm。

（3）大臂油缸作用力的確定。大臂油缸的作用力即最大提升力，以使工作裝置至最前端的距離來確定，如圖5所示。大臂油缸作用力

Fb=1l3（GdtldA+GglgA+GblbA）=79.54 kN（7）

式中：l3為大臂油缸閉鎖力對大臂與機架的鉸點的力臂，l3=621 mm；Gdt為鏟斗的重力，Gdt=5 206 N；Gg為小臂的重力，Gg=11 000 N；Gb為大臂的重力，Gb=8 032 N；ldA為鏟斗質(zhì)心到大臂下鉸點的水平距離，ldA=3 800 mm；lgA為小臂質(zhì)心到大臂下鉸點的水平距離，lgA=2 192 mm；lbA為大臂質(zhì)心到大臂下鉸點的水平距離，lbA=685 mm。

圖5大臂油缸作用力計算

（4）回轉(zhuǎn)油缸作用力的確定。根據(jù)機械設(shè)計可知，回轉(zhuǎn)缸的力臂l4=409 mm，所以油缸的載荷力

Fh=Jεl4=110.02 kN（8）

式中：J為挖裝機工作臂的轉(zhuǎn)動慣量，J=128 563.6 N·m·s2；ε為回轉(zhuǎn)角加速度，ε=0.35 r·s-2。

2.3.4工作裝置液壓缸的參數(shù)確定

液壓缸的主要尺寸數(shù)據(jù)是缸徑、桿徑和行程。通過計算可以確定液壓缸的相關(guān)參數(shù)，液壓缸規(guī)格的選取要留有一定的裕度[10]。

液壓油缸的有效面積A由系統(tǒng)工作壓力p和外負荷F決定，即

A=10F（p-p0）ηj（9）

式中：p0為油缸回油腔的背壓（kPa）；ηj為油缸的機械效率，取值范圍在0.9～0.95。

根據(jù)活塞的設(shè)計速度v（m·min-1），計算油缸的流量

Q=Av10ηv（10）

（1）動臂缸計算。假定液壓泵到液壓缸的壓力損失p1=1 MPa，液壓缸回油背壓p0=0.5 MPa，液壓缸大、小腔作用面積比例關(guān)系為A1=2A0，動臂缸載荷力F1=390 kN，系統(tǒng)壓力pp=32 MPa。根據(jù)式（1）可以初步求得動臂缸的缸徑

D1=40F1π（pp-p1-p0/2）ηj=130.4 mm（11）

根據(jù)《液壓氣動缸缸徑標準》（GB 2384—80），動臂液壓缸的缸徑D1取值為130 mm，工作要求行程為800 mm。當活塞桿的伸出長度l與活塞桿直徑d的比值不超過10時，能夠滿足活塞桿的穩(wěn)定性要求，因此動臂缸活塞桿直徑d1=80 mm。

動臂缸在最大負荷力工作時要求伸出速度v1不低于2 cm·s-1，所需流量

Q1=π4D21v1=15.9 L·min-1（12）

（2）斗桿缸計算。斗桿缸載荷力F2=354.8 kN，壓力損失p2=1 MPa，同樣可得斗桿缸的缸徑

D2=40F2π（pp-p2-p0/2）ηj=125 mm（13）

因此斗桿缸缸徑D2圓整后取130 mm，活塞桿直徑d2=80 mm。

斗桿缸在最大負荷工作時要求伸出速度v2不低于3 cm·s-1，所需流量

Q2=π4D22v2=23.8 L·min-1（14）

（3）鏟斗缸計算。鏟斗缸載荷力F3=241.5 kN，壓力損失p3=1 MPa，則鏟斗缸的缸徑

D3=40F3π（pp-p3-p0/2）ηj=102.6 mm（15）

鏟斗缸的缸徑D3圓整后取120 mm，活塞桿直徑d3=75 mm。

鏟斗缸在最大負荷工作時伸出速度v3要求不低于4 cm·s-1，所需流量

Q3=π4D23v3=27 L·min-1（16）

（4）回轉(zhuǎn)缸計算。

回轉(zhuǎn)油油缸的載荷力F4=1117 kN，設(shè)壓力損失p4=1 MPa，則回轉(zhuǎn)缸的缸徑

D4=40F4π（pp-p4-p0/2）ηj=69.8 mm（17）

根據(jù)載荷力計算出的缸徑比較小，考慮到回轉(zhuǎn)缸的加速作用，且回轉(zhuǎn)缸工作時的壓力不會達到32 MPa，因此選擇較大的缸徑。比較前面的3個油缸缸徑，取回轉(zhuǎn)缸缸徑D4=125 mm，活塞桿直徑d4=60 mm。

回轉(zhuǎn)油缸瞬時伸出瞬時速度v4應(yīng)不低于5 cm·s-1，回轉(zhuǎn)缸所需瞬時流量

Q4=π4D24v4=36.8 L·min-1（18）

通過計算得到的挖裝機各油缸尺寸及參數(shù)如表1所示。

3結(jié)語

本文設(shè)計了WZ330型挖裝機工作裝置的液壓系統(tǒng)，計算了挖裝機工作裝置在小臂油缸和鏟斗油缸分別扒碴時的工作阻力，并確定出鏟斗扒碴時的阻力為工作裝置的外載荷，進而確定了工作裝置液壓元件的主要參數(shù)。按本文方法設(shè)計生產(chǎn)制造的WZ330型挖裝機通過了運行檢驗，結(jié)果表明：工作裝置的液壓系統(tǒng)性能穩(wěn)定、技術(shù)可靠，具備了使挖裝機長期穩(wěn)定的工作性能。

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[責(zé)任編輯：黨卓鈺]